2180

Расчет редуктора и ведомого вала с его деталями

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Целью работы является закрепление теоретических знаний, полученных в ходе изучения материала и приобретения навыков создания современных технических систем.

Русский

2013-01-06

125.94 KB

103 чел.

Содержание

Введение……………………………………………………………..……………..2

  1.     Конструирование и расчёт………………………………………………………4
  2.    Выбор двигателя для привода…………………………………………………...4
  3.    Выбор передаточного числа………………………………………………….….5
  4.    Разбивка передаточного числа по степеням…………………………………....6
  5.    Определение угловых скоростей вращения валов……………………………..6
  6.    Определение крутящих моментов, передаваемых валами…………………….7
  7.    Расчёт ступеней передаточного механизма на контактную прочность…..…..7
  8.    Расчёт тихоходной ступени………………………………………………..….....8
  9.    Расчёт быстроходной ступени……………………………..…………………....12
  10.    Предварительный расчёт валов и выбор подшипников……………….…...…16

1.10 Подбор и проверочный расчёт шпонок…………………………………….22

1.11 Смазка и уплотнение подшипников………………………………………...24

Заключение………………………………………………………………………...26

Список использованных источников…………………………………………….27

Приложения

  1.  Компоновка редуктора (без верхней крышки А3)
  2.  Спецификация на чертёж общего вида А4
  3.  Сборный чертёж ведомого вала А3
  4.  Чертёж детали вала


Введение

Тема работы: проектирование двухступенчатого редуктора, включая выбор электродвигателя, расчёт геометрических размеров, расчёт валов, выбор подшипников.

Целью работы является закрепление теоретических знаний, полученных в ходе изучения материала и приобретения навыков создания современных технических систем.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых и червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать помимо редуктора открытые зубчатые передачи. Указанные механизмы являются наиболее распространённой тематикой курсового проектирования. Назначение редуктора – понижение угловой скорости и, соответственно, повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи: зубчатые колёса, валы, подшипники и т. д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания закреплений и подшипников. Например, в корпус редуктора может быть помещён шестерённый масляный насос или устройство для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: тип передачи (зубчатые, червячные, зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые, и т. д.); типу зубчатых колёс (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические); относительному распределению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенности кинетической схемы (развёрнутая, соосная, с соразмерной ступенью).

Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах, обеспечивают планетарные и волновые редукторы.

Наиболее распространены двухступенчатые горизонтальные редукторы, выполненные по развёрнутой схеме.

Эти редукторы отличаются простотой, но из-за несимметричного расположения колёс на валах, повышается концентрация нагрузки по длине зува, поэтому в этих редукторах следует принимать жёсткие валы.

Соосная система позволяет получить меньшие габариты по длине – это её основное преимущество. В соосных редукторах быстроходная ступень зачастую не загружена, т.к. сила, возникающая в зациклении колёс тихоходной системы, значительно больше, чем быстроходной, а межосевые расстояния ступеней – одинаковые.

Указанные обстоятельства являются одним из основных недостатков соосных редукторов. Кроме того, к их недостаткам относят также:

а) большие габариты в направление геометрических осей валов, по сравнению с  редукторами, выполненными по развёрнутой схеме;

б) затруднительность смазывания подшипников, расположенных в средней части корпуса;

в) большое расстояние между опорами промежуточного вала, поэтому требуется увеличить его диаметр для обеспечения достаточных прочности и жёсткости;

Очевидно, применение соосных редукторов ограничивается случаем, когда нет необходимости иметь два выходных вала.

Совпадение геометрических осей входного и выходного валов удобно при намеченной общей компоновке привода. В отношении типа зубьев и подшипников  двухступенчатых редукторов справедливо сказанное относительно одноступенчатых цилиндрических редукторов: часто быстроходную ступень выполняют косозубой, а тихоходную – прямозубой.

1. Конструирование и расчёт редуктора.

1.1 Выбор привода для двигателя

Рвых=11,2 кВт

ωПБ=6,4 с-1

Выполнение проекта следует начать с выбора двигателя по каталогу, для чего надо определить требуемую для привода мощность.  Требуемую мощность электродвигателя определяют на основании исходных данных, заданной мощности на выходном валу  Рвых, т.е. мощности необходимой для осуществления движений выходного вала и компенсации потерь в приводе. Требуемая мощность электродвигателя Ртр равна: 

Ртр= Рвых

По приложению 1 примем: КПД пары зубчатых колёс η1=0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения η2=0,99; коэффициент, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана η3=0,99.

Общий КПД привода:

η=η1 η2 η3=0,982*0,993*0,99=0,92

Для моего варианта требуемая мощность электродвигателя равна:

Ртр=11,2/0,92=12,17 кВт

По найденному значению требуемой мощности  Ртр по приложению 2 выбираем ближайший по мощности асинхронный электродвигатель трёхфазного тока. Так, для Ртр =12,17 кВт выбираем электродвигатель АОП 2-62-6, с номинальной мощностью Рдв=13 кВт и номинальным числом оборотов nдв=970 об/мин.

1.2 Выбор передаточного числа.

Для выбора типа передаточного механизма (редуктора), следует определить общее передаточное число:

UобщдвПб,

где ωдвnдв/30 – угловая скорость вращения вала двигателя;

ωПб  – угловая скорость вращения приводного барабана;

nдвноминальное число оборотов двигателя в минуту.

Исходя из выше произведённых расчётов получаем:

ωдв=π 970/30=101,5 рад/с

UобщдвПб=101,5/6,4=15,86

В курсовой работе в качестве передаточных механизмов рассчитываются двухступенчатые редукторы. С точки зрения уменьшения габаритов и массы следует стремится к минимальным значениям их передаточных чисел ( Uобщ).

Uобщ=35÷40

Схема двухступенчатого цилиндрического редуктора

1 – входной (ведущий) вал;

2 – промежуточный вал;

3 – выходной (ведомый) вал;

4 – быстроходная ступень редуктора;

5 – тихоходная ступень редуктора.

В расчёте двухступенчатых цилиндрических редукторов быстроходная ступень считается косозубой, а тихоходная – прямозубой.

1.3 Разбивка передаточного числа по ступеням

Цель данного этапа работы – нахождение оптимальных параметров редуктора (передаточного числа быстроходной ступени редуктора – Uб и  передаточного числа тихоходной ступени редуктора – Uт). Критерий оптимальности минимальное значение объёма редуктора V.

Значения Uб и Uт приведены в приложении 3.

Следует задать значение Uб и Uт таким образом, чтобы их произведение было равно Uред:

Uред=Uб*Uт

Так как передаточное число быстроходной ступени Uб находится в диапазоне 2:7 и Uб*Uт=18, устанавливаем Uб=3. Передаточное число тихоходной ступени Uт также находится в диапазоне 2:7, устанавливаем Uт=6. Тогда

Uред=Uб*Uт=3*6=18.

1.4 Определение угловых скоростей вращения валов

При отсутствии цепной передачи угловую скорость вращения быстроходного вала принимают равной угловой скорости вращения вала двигателя:

ωбдвnдв/30=3,14*970/30=101,5 рад/с.

Угловую скорость вращения быстроходного вала редуктора (с учётом наличия цепной передачи в редукторе) считают по формуле:

ωбдв*Uц

Угловая скорость вращения промежуточного вала редуктора:

ωпрб/Uб=101,5/3=33,83 рад/с.

Угловая скорость тихоходного вала редуктора:

ωтпр/Uт=33,83/6=5,64 рад/с.

1.5 Определение крутящих моментов, передаваемых валами.

Вращающие моменты на валах определяются исходя из требуемой мощности электродвигателя:

М11бтрб=12,17*103/101,5=119,9Нмм

М21*Uб=119,9*3=359,7 Нмм

М32*Uт=359,7*6=2158,2 Нмм

1.6 Расчёт ступеней передаточного механизма на контактную прочность.

Так как в задании нет особых требований в относительности габаритов передачи, то выберем материалы со средними механическими характеристиками. Принимаем для шестерён сталь 45 улучшенную с твёрдостью НВ230, для колёс  сталь 45 улучшенную с твёрдостью НВ200.

Допускаемые контактные напряжения рассчитываются по формуле при проектном расчёте:

[σ]НН lim b/[n]H=2*200+70/1,15=408 Н/мм2

Где предел контактной выносливости при базовом числе циклов для улучшенной стали принимают равным σН lim b=2НВ+7о, а коэффициент запаса прочности при длительной эксплуатации редуктора – [n]H=1,15.

Коэффициент КНβ, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, выбирается по таблице 1.

Примем для нашего случая несимметричного расположения колёс относительно опор на схеме редуктора КНβ=1,15.

Таблица 1.

Оринтеровачные значения коэффициента КНβ для зубчатых передач редукторов, работающих при переменной нагрузке

Расположение зубчатых колёс

Твёрдость поверхностей зубьев

≤ НВ350

> НВ350

Симметричное

Несимметричное

Консольное

1,0 – 1,15

1,10 – 1,25

1,20 – 1,35

1,05 – 1,25

1,15 – 1,35

1,25 – 1,45

1.7 Расчёт тихоходной ступени

Обычно начинают расчет с тихоходной ступени, как с более нагруженной.

Межосевое расстояния из условия контактной выносливости активной поверхности зубьев для прямозубых передач:

аωт=(Uт+1) 3√(310/[σ]H)2 M3 КНβ /U2тψВат=

=(6+1) 3√(310/408)2 2158,2*1,15/62*0,4=324,4мм

Рассчитанное межосевое расстояние принимаем по стандарту из ближайшего меньшего значения по СТ СЭВ 229-75 (в мм):

Ряд 1: 40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500; 630; 800; 1000.

Ряд 2: 71; 90; 112; 140; 180; 224; 280; 355; 450; 560; 710; 900.

(в стандарте указаны значения до 2500 мм).

Для моего варианта принимаю аωт=315 мм.

Рассчитываем нормальный модуль mnT=(0,01÷0,02)*315=3,15÷6,3 мм

По СТ СЭВ 310-76 выбираем нормальный модуль из имеемого ряда:

Ряд 1: 1; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20.

Ряд 2: 1,25; 1,375; 1,75; 2,25; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11; 14; 18.

(в стандарте регламентированы модули от 0,5 до 100 мм)

Для моего варианта принимаю mnT=5 мм.

Число зубьев шестерни и колеса для прямозубых передач рассчитывается по формулам:

Z3=2aωT/(Um+1)mnT=2*324/(6+1)*5=18,5

Принимаем Z3=18.

Z4=Z3*Uт=18,5*6=111,1.

Основные размеры шестерни и колеса:

Для прямозубых передач диаметр делительной окружности шестерни вычисляется по формуле:

d3=Z3*mnT=5*18,5=92,5

Диаметр делительной окружности колеса:

d4=Z4*mnT=111,1*5=555,5

Диаметр вершин зубьев:

da3=d3+2mnT=92,5+10=102,5 мм

da4=d4+2mnT=555,5+10=565,5 мм

Диаметры впадин:

d∫3= mnT(Z3-2,5)=5*(18,5-2,5)=80 мм

d∫4= mnT(Z4-2,5)=5*(111,1-2,5)=543мм

Уточняем межосевое расстояние:

аω=mnT(Z3+Z4)/2=5(18,5+111,1)/2=324 мм

Определяем ширину колеса:

в4ватωт=0,4*324=129,6 мм

Определяем ширину шестерни:

в34+(5:10)=129,6+8=137,6 мм

Результаты расчетов сводим в таблицу 2:

Таблица 2

Геометрические параметры тихоходной ступени цилиндрического редуктора

Параметры, обозначение

Шестерня

Колесо

Межосевое расстояние (уточнение) аω,мм

315

Нормальный модуль mnT

5

Число зубьев шестерни  Z3 и колеса Z4, мм

18,5

111,1

Диаметр делительной окружности шестерни d3 и колеса d4, мм

92,5

555,5

Диаметр вершин зубьев  шестерни da3 и колеса da4, мм

102,5

565,5

Диаметры впадин зубьев  шестерни  d∫3 и колеса d∫4, мм

80

543

Ширина колеса в3 и шестерни в4, мм

137,6

129,6

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

ΨbdT=b3/d3=137,6/92,5=1,49

Окружная скорость колёс тихоходной ступени:

v=ωпр*d3/2=33,83*92,5/2*103=1,56 м/с

Коэффициент нагрузки для проверки напряжений:

КННβКНαКНv

При ΨbdT=1,49, несимметричном расположении колёс относительно опоры и твёрдости <HB350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, КНβ≈1,15.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями для прямозубых колёс КНα=1,0

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для прямозубых колёс при v≤5/сКНv=1,05.

Следовательно, коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений равен:

КННβКНαКНv=1,15*1,0*1,05=1,2

Проверка контактных напряжений:

σH =270/аωM3 КН√(Uт+1)3/b4U2m= 386 Н/мм2<[σH]

Окружная сила, действующая в зацеплении тихоходной ступени:

Рт =2М2 / d3 =2*359,7*103/92,5=7777,3Н

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба по ГОСТ 21354-75 для прямозубых передач выполняют по формуле:

σF = РтKFYfKFα / bmnT≤[σ]F.

Коэффициент нагрузки

KF=KНβK=1,15*1,0=1,15

При скорости ν = 1,56 м/с, КFν = 1,0.

Значение коэффициента YF даны в ГОСТ 21354-75 в виде графиков с учетом коэффициента смещения. Для зубчатых колес, выполненных без смещения, YF имеет следующие значения:

Z

17

20

25

30

40

50

60

80

100 и более

YF

4,28

4,09

3,90

3,80

3,70

3,66

3,62

3,61

3,61

Коэффициент К учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями. При учебном проектировании принимают К = 0,75.

Проверяем зуб колеса на выносливость по напряжениям изгиба:

σF3 > [σ]F или σF3 = [σ]F необходимо путем соответствующего изменения числа зубьев и модуля при том же межосевом расстоянии добиться определенного изменения напряжения изгиба.

1.8 Расчет быстроходной ступени.

Допускаемое контактное напряжение для материала колеса такое же, как в тихоходной ступени: [σ]Н = 408 Н / мм2.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев для прямозубых передач:

аωБ = (Uб + 1) 3√((270 / [σ]Н)22КНβ / UБ2ψват) = (3+1)* 3√((270/408)2*359,7*103*1,15/32*1,49) = 217,5 мм

Рассчитанное межосевое расстояние принимаем по стандарту из ближайшего меньшего значения по СТ СЭВ 229-75 (в мм):

Ряд 1: 40;50;63;80;100;125;160;200;250;315;400;500;630;800;1000.

Ряд 2: 71;90;112;140;180;224;280;355;450;560;710;900.

( в стандарте указаны значения до 2500 мм).

аωБ = 224 мм

Рассчитываем нормальный модуль: mnБ = (0,01÷0,02)*аωБ=2,0÷4мм

Для быстроходной ступени в целях увеличения плавности и бесшумности передачи нормальный модуль принимают несколько меньше, чем в тихоходной.

По СТ СЭВ 310-76 выбираем нормальный модуль из имеемого ряда:

Ряд 1: 1;1,5;2;2,5;3;4;5;6;8;10;12;16;20.

Ряд 2: 1,25;1,375;1,75;2,25;2,75;3,5;4,5;5,5;7;9;11;14;18.

(в стандарте регламентированы модули от 0,5 до 100 мм).

Для моего варианта принимаю нормальный модуль  mnБ = 2,75 мм.

В расчёте редуктора быстроходная ступень считается косозубой. Предварительно принимаем угол наклона зубьев β=10о и определяем число зубьев шестерни и колеса:

Z1=2*аωБ*cosβ/(uБ+1)* mnБ=2*224*0,98/(3+1)*2,75=39,91

Принимаем Z1=39.

Тогда  Z1= Z1* uБ=39*3=117

Уточняем значение угла β:

CosβБ=(Z1+Z2)*mnБ/2*αmБ=(39+117)*2,75/2*224=0,95

βТ=10о5’10”

Основные размеры шестерни и колеса:

Для косозубых передач диаметры делительные:

d1=mnБ*Z1/cosβБ=2,75*39/0,95=95 мм

d2=mnБ*Z2/cosβБ=2,75*117/0,95=258 мм

Проверка:  d1+ d2/2= αmБ 95+129=224

Диаметр вершин зубьев:

da1 = d1 +2*mтБ = 95+2*2,75=100,5мм

da2 =  d2 + 2*mпБ = 258+2*2,75=263,5мм 

Диаметр впадин:

dƒ1=mnБ (z1 - 2,5) = 2,75*(39 -2,5)=100,375 мм

dƒ2 = mnb(z2-2,5) =2,75*(117-2,5)=314,875 мм 

Определяем ширину колеса:

в2 = ΨваБ аωБ =1,49*224=333,76мм   

Определяем ширину шестерни:

в1 = в2 + (5 ÷ 10) =333,76+10=343,76мм

Результаты расчетов сводим в таблицу.

Таблица 3

Геометрические параметры быстроходной ступени цилиндрического редуктора

Параметры, обозначение

Шестерня

Колесо

Межосевое расстояние (уточнение) аω,мм

315

Нормальный модуль mnБ

2,75

Число зубьев шестерни  Z1 и колеса Z2, мм

39

117

Диаметр делительной окружности шестерни d1 и колеса d2, мм

95

258

Диаметр вершин зубьев  шестерни da1 и колеса da2, мм

100,5

263,5

Диаметры впадин зубьев  шестерни  d∫1 и колеса d∫2, мм

100,375

314,875

Ширина колеса в1 и шестерни в2, мм

343,76

333,76

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

ΨbdT=b1/d1=343,76/100,5=3,4

Окружная скорость колёс тихоходной ступени:

v=ωпр*d1/2=33,83*100,5/2*103=1,69 м/с

Коэффициент нагрузки для проверки напряжений:

КННβКНαКНv

При ΨbdT=3,4 несимметричном расположении колёс относительно опоры и твёрдости <HB350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, КНβ≈1,45.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями для прямозубых колёс КНα=1,3

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для прямозубых колёс при v≤5/сКНv=1,15.

Следовательно, коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений Кн = КнβКнαКнν = 1,45*1,15*1,3 = 2,08.

Проверка контактных напряжений:

σн = 270 / аω √ М2КН √(Uб + 1 )3/b2 U2б =406 Н/мм2<[σ]н,

что типично для 1 ступени двухступенчатых редукторов.

В цилиндрической косозубой передаче окружная сила в зацеплении одной пары зубьев:

РБ = 2М1 / d1 = 2 * 119,9*103 / 95 =2524,2Н 

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба по ГОСТ 21354-75 для косозубых передач выполняют по формуле:

σF = РБ KF YF K / bmnБ≤[σ]F.

Коэффициент нагрузки КF= К К=1,14 *1,15=1,31;

где K= 1,14. При скорости ν = 1,69 м/с ,K =1,15

Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям YF определяется в зависимости от эквивалентных чисел зубьев

zy1 = z1/ cos3βБ = 39/0,953 = 45,49                  YF1 = 3,80

zy2 = z2/ cos3βБ = 117/0,953 = 136,46              YF2 = 3,61

где βБ = 10о5’10”– угол наклона линии зуба.

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба: [σ]F = σ°F lim b / [n]F

Для стали 45 улучшенной предел выносливости при нулевом цикле изгиба: σ°F lim b = 1,8НВ;

Для шестерни, изготовленной из улучшенной стали 45 с твердостью НВ230: σ°F lim b = 1,8*230 = 415 Н/мм2;  

Для колеса, изготовленной из улучшенной стали 45 с твердостью НВ200

σ°F lim b = 1,8 *200 = 360Н/мм2.

Коэффициент запаса прочности [n]F = [n]'F [n]"F , где учет нестабильности свойств материала [n]'F = 1,75 и для поковок и штамповок [n]"F = 1.

Таким образом [n]F=l,75.

Допускаемые напряжения:

Для шестерни [σ]F1 = 415 /1,75 = 237 Н/мм2 

Для колеса [σ]F2 = 360 /1,75 = 206Н/мм2.

Отношения [σ]F / YF:

Для шестерни 237 / 3,80   =62,3 Н/мм2

Для колеса 206/3,61 =57,1 Н/мм2

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, т.к. [σ]F2/YF2<[σ]F1/YF1 

Повышение прочности косых зубьев учитываем коэффициентом

Yβ= 1- β / 140= 1-11,5/140 = 0,92

Коэффициент K учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьев. При учебном проектировании принимают KFa = 0,75.

Проверяем зуб колеса на выносливость по напряжениям изгиба:
σ
F2= 2568*1,48*3,61*0,92*0,75/55*2,8 = 73,6 Н/мм2 <[σ] F2

При σF > [σ]F  или σF = [σ]F  необходимо путем соответствующего изменения числа зубьев и модуля при том же межосевом расстоянии добиться определенного изменения напряжения изгиба, не нарушая условия контактной прочности.

1.9.Предварительный расчет валов и выбор подшипников.

Под действием нагрузок в зацеплении валы передач испытывают сложную деформацию: изгиб и кручение, а также растяжение – сжатие. При проектировании валы рассчитывают на прочность, жесткость и колебание. Основным для валов редукторов является расчет на прочность.

Двухопорные валы передач рассчитывают, как балки на шарнирных опорах.

При расчете выбирают материал и определяют основные размеры вала.

Проектирование вала начинают с ориентировочного определения минимального диаметра вала из условия прочности на кручение:

d ≥3√Мк/ 0,2 [τ]к;

где Мк-крутящий момент Н* мм;

[τ]к - заниженные допускаемые касательные напряжения при кручении для валов из сталей 40,45,Ст6 [τ]к = (15÷25) Н/мм2.

Полученное значение округляют по ГОСТ 6636-69 до ближайшего значения из стандартного ряда: 10; 10,5; 11; 11,5; 12; 13; 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 34; 36; 38; 40; 42; 45;48; 50; 52; 55; 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85;90;95;100; 120; 125; 130;140; 150; 160.

Примечание: в случае необходимости допускаются размеры: в интервале от 12 до 26 мм – кратные 0,5; в интервале от 26 до 30 – целые числа; в интервале от 50 до 120 – размер 115 и размеры, оканчивающиеся на 2 и 8; в интервале от 120 до 160 – кратные 5.

Для входного и выходного валов это будут диаметры их выходных концов, для промежуточного – диаметр опасного сечения вала (под колесом или под шестерней).

При конструировании следует учесть, что для удобства монтажа узла вала или замены подшипников валы обычно выполняют ступенчатыми. При этом последующий (в сторону увеличения) диаметр можно принимать на 5 – 10 % больше предыдущего. Диаметр цапфы вала, округляется до ближайшего значения диаметра внутреннего кольца подшипника.

На участках вала, предназначенных для неподвижных посадок деталей, указывают отклонения размеров вала типа s6, u7, r6 и  n6 со скосами для облегчения монтажа. Размеры скосов и фасок, мм.

Таблица 4.

Размеры скосов и фасок для конструкций ступенчатых валов

Параметры вала

d вала, мм

15-30

30-45

45-70

70-100

100-150

с, мм

1,5

2,5

2,5

3

4

а, мм

2

3

5

5

8

α,°

30

30

30

30

10

Для плотного прилегания торцов деталей к буртикам вала в месте 3 перхода делают галтели радиусом r.

Таблица 5.

Соотношение размеров галтелей для конструкций ступенчатых валов

Параметры

d1 вала, мм

15-30

30-45

45-70

70-100

100-150

r, мм

1

1

1,5

2

2,5

В местах перехода от d к D, если детали здесь не устанавливают, предусматривают галтели с радиусом закругления R=0,4(D-d).

В качестве опор вращающихся валов редукторов чаще всего используются радиальные шариковые, радиально-упорные шариковые и роликовые подшипники.

В курсовой работе можно ограничиться выбором типоразмеров подшипников в соответствии с размерами цапф валов.

При выборе подшипников на валы редуктора предпочтение следует отдавать шарикоподшипникам легкой или средней серии. При действии значительных осевых сил (в случае конической червячной передачи) можно остановить свой выбор на конических роликоподшипниках легкой или средней серии.

По проведенным выше расчетам, крутящие моменты в поперечных сечениях валов равны:

М1 = 122*103 Н мм;

М2 = 366*103 Н мм;

М3 = 2196*103  Н мм;

Диаметр выходного конца ведущего вала при [τ]к = 20Н/мм2

db1 = 3√ 122*103/0,2*20 = 31, 2 мм; примем db1=32 мм;

Диаметры шеек под подшипниками:

dk1=(5÷10% d n1)+ d n1=36,7÷38,5 мм; принимаем dk1=37 мм.

У промежуточного вала расчетом на кручение определяем диаметр опасного сечения (под шестерней z3) по пониженным допускаемым напряжениям [τ]к = 15Н/мм2

db2 = 3√ 366*103/0,2*15 = 49,6 мм.

Принимаем диаметр под шестерней dk3 =55 мм; такой же диаметр выполним под зубчатым колесом dk2 = 50.

Под подшипниками аn2=50 мм; выбираем ГОСТ 8338-75 радиальные однорядные шарикоподшипники 210 с d=50 мм; D=90 мм; В=20 мм, легкой серии.

Ведомый вал рассчитываем при [τ]к=25Н/мм2.

Диаметр выходного конца вала

db3=3√2196*103/0,2*[τ]к=3√2196*103/0,2*25=75 мм;

Принимаем  dk3 = 75 мм.

Диаметры под подшипниками  dn3= 75 мм; → выбираем по ГОСТ 8338-75 радиальные однорядные шарикоподшипники 215 c d =75 мм; D = 130 мм; B= 25 мм, легкой серии.

Диаметр под колесом dk4= 80 мм.

Конструктивные  размеры шестерни и колеса. Быстроходная ступень

Шестерня:  Колесо:

da1=100,5 мм                                                               da2=263,5 мм  

b1=343,76 мм                                                              b2=333,76 мм

dk1=37 мм                                                                    dk2=50 мм

df1=71мм                                                                     df2= 306 мм

Для зубчатых колес определяются следующие геометрические параметры:

dст= 1,6 dk – диаметр ступицы стальных колес;

Lст= (1,2…1,5) dk – длина ступицы, (Lстb);

В массовом производстве цилиндрические колеса при нарезании зубьев обрабатывают «Пакетами» по 2 и более. При этом ступица не должна выступать за торец  венца, т. е.  Lстb.

q = (2, 4…4)mnБ – толщина обода, но q≥8 мм

qст= (0,25…0,3)dk – для кованных и штампованных колес;

qст =(0,35…0,45)dk – для литых колес;

C- толщина диска:

- колеса кованые C=0,3 b;

- колеса штампованные C=(0,2…0,3)b;

- колеса литые C=0,2 b;

n=0,5mnБ – фаски венца на диаметре вершин;

Dотв=0,5 (da-4,5mn-2q+dcn) – диаметр расположения отверстий;

Dотв= (0,35…0,4)(da- 4,5mn-2q+dcn) – диаметр отверстий (в шестернях малых размеров отверстий не делают);

Dотв, dотв – округляют до целых чисел.

R= 5 мм.

Зубчатые цилиндрические стальные колеса малых диаметров (da≤200 мм) выполняют обычно коваными; при диаметрах до 200< da ≤ 500 мм – коваными или штампованными; при диаметрах da> 500 мм – литыми.

Зубчатые колеса состоят из обода, несущего зубья; ступицы, насаживаемой на вал, и диска, соединяющего обод со ступицей.

Шестерни конструируют в двух исполнениях: отдельно от вала (насадная шестерня) и за одно целое с валом в случае, если da< 2dвал.

В нашем примере для быстроходной ступени цилиндрическую шестерню изготавливаем штампованной и со ступицей из-за сравнительно больших размеров шестерни по отношению к диаметру вала  da< 2dвал.

Диаметр и длина ступицы шестерни быстроходной ступени:

dct1=1,6 dk1=1,6*37=59 мм

Lct=(1,2÷1,5)dk1=(1,2÷1,5)*37=44÷55 мм

Принимаем Lст1=50 мм;

Толщина обода q1=(2,5÷4)mnБ=(2,5÷4)*2,75=7÷11,2 мм. Принимаем q1= 10 мм. Так как шестерня малых размеров dc1t< 200 мм, то шестерню выполняем кованой и qст1=(0,25…0,3)da1= 0,28*85=23,8=24.

Фаски венца на диаметре вершин n=0,5mnБ=0,5*2,75=1,4 мм.

Отверстия на ней не делаем.

Толщина диска для кованой шестерни C1=0,3 b1=0,3*96=28,8мм.

Диаметр и длина ступицы зубчатого колеса быстроходной ступени.

dст2=1,6 dk2=1,6*50=80 мм.

Lст2=(1,2÷1,5) dk2=(1,2÷1,5)*50=60÷75 мм

Принимаем Lст2=70 мм;

Толщина обода q2=(2,5÷4)mnБ=(2,5÷4)*2,75=7÷11,2 мм. Принимаем q2= 10 мм. Так как диаметр зубчатого колеса быстроходной ступени 200<da2≤500, то выполняем его кованным и qст2= (0,25…0,3) dа2=0,28*325=91 мм.

Фаски венца на диаметре вершин такие же, как на шестерне, т.е. n = 0,5mnБ = 0,5*2,75 = 1,4 мм.

Диаметр расположения отверстий:

Dотв2=0,5(dа2 - 4,5mnБ - 2q2 + dст2) = 0,5(263,75–4,5*2,75 – 2*10 + 80) = 155,69 мм.

Диаметр отверстий:

dотв2 = (0,35…0,4)( dа2 - 4,5mnБ - 2q2 + dсn2) == 0,38(263,5 – 4,5*2,75 – 2*10 +80 )= =118мм.

Толщина диска кованого зубчатого колеса С2 = 0,3 b2 = 0,3*333,76 = 10 мм.

Тихоходная ступень

             Шестерня:                                                                 Колесо:

d3 = 90мм                                                                              d4 = 540 мм

da3 = 100 мм                                                                          da4 = 550 мм

b3 = 134 мм                                                                           b4 = 126 мм

dk3 = 75 мм                                                                            dk4 = 75 мм  

df3 = 77,5 мм                                                                          df24 = 527,5 мм

Шестерню тихоходной ступени изготавливаем штампованной без ступицы, т.к. ее размеры сравнимы с размерами вала d3 = 2dвала.

Диаметр ступицы зубчатого колеса: dст4  = 1,6 dk4 = 1,6*75 = 120 мм.

Длина ступицы: Lст4 = b4 = 126 мм.

Толщина обода q4 = (2,5÷4)mnБ = (2,5÷4)*3 = 10÷16 мм. Принимаем q4 = 12 мм.

Т.к. диаметр зубчатого колеса быстроходной ступени 200 < dа4 ≤ 500, то выполняем его кованым  и qст4 = (0,25…0,3) dа4 = 0,28*550 = 154 мм.

Фаски венца на диаметре вершин такие же, как на шестерне, т.е. n = 0,5mnБ = 0,5*3 = 1,5 мм.

Диаметр расположения отверстий Dотв4 = 0,5(dа4 – 4,5mnт - 2 q4 + dст4) = 0,5(550 – 4,5*3 – 2*12 + 120) = 316,25 мм

Диаметр отверстий dотв4 = (0,35…0,4)( dа4 – 4,5 mnт - 2 q4 + dсn4) = 240,35 мм.

Толщина диска С4 = 0,3b4 = 0,3*126 = 34 мм.

1.10. Подбор и проверочный расчет шпонок.

В редукторе шестерни, зубчатые и червячные колеса крепятся на валах с помощью шпонок, которые предназначены для соединения с валами зубчатых колес и для передачи крутящих моментов.

Наиболее часто применяются соединения с призматическими шпонками.

Длину шпонки выбирают из стандартного ряда так, чтобы она была меньше длины ступицы (на 5-10 мм). Проверка шпонки на смятые узкие грани должна удовлетворять условию: [σ]см = 2М/dlp(h - t1)≤ [σ]см; где М – передаваемый вращающий момент, Н*мм;

[σ]см = 100, Н/мм2

d – диаметр вала в месте установки шпонки, мм;

lp = lb1 – рабочая длина шпонки, где b1 – ширина зубчатого колеса, мм;

Для шпонок с плоскими торцами lp = l; при скругленных торцах l = b – (3…5) мм, где b – ширина шпонки.

Для шпонок l должна выбираться из ряда: 6; 8; 10; 12; 14; 16; 18; 20; 22; 25; 28; 32; 36; 40;  45; 50; 56; 63; 70; 80; 90; 100; 110; 125; 140; 160; 180; 200; 220.

b   h – сечение шпонки, мм.

tl = глубина паза вала, мм.

Если при проверке σсм оказывается значительно меньше [σ]см, то можно взять шпонку меньшего сечения как для вала предыдущего диапазона, но обязательно повторить проверку его на смятие.

Если же σсм будет больше [σ]см , то надо ставить две шпонки под углом 180°, при проверке принимают, что кадая шпонка переедет половину нагрузки.

Для передачи вращающих моментов на производстве наиболее часто применяются шпонки призматические со скругленными торцами по СТ СЭВ 189-75.

Ведущий вал:

Диаметр вала под шестерней dк1=37 мм.

Параметры шпонки для данного диаметра по СТ СЭВ 189-75

 b    h   l=10   8   70, t1=5, где l = bl – (3…5)мм = 55 – 5 = 50 мм,

Проверка шпонки на смятие: σсм = 2М/dlp(h-t1) = 2*122*103/37*40(8-5) = 55,4≤100H/мм2.

Где lр = lb = 50 – 10 = 40 мм.

Промежуточный вал:

Диаметр вала под зубчатым колесом dк2 = 50 мм.

Параметры шпонки для данного диаметра по СТ СЭВ 189-75   b   h   l=16   10   63, t1=6мм, где l = b2 – (3…5)мм = 50 – 5 = 45 мм; принимаем l = 45 мм.

Проверка шпонки на смятие: σсм = 2М/ dlр(h-tl) = 2*366*103/50*34(10-6) = 131,5>100H/мм2,

Где lр = lb = 45 – 16 = 29 мм. Надо ставить две шпонки подуглом 180˚. При этом каждая шпонка передает половину нагрузки: σсм1 = σсм2 = σсм/2 = 132/2 = 65≤100Н/мм2.

Диаметр вала под шестерней dк3 = 75 мм.

Параметры шпонки для данного диаметра по СТ СЭВ 189-75

b    h   l=16   10   100, t1=6 мм, где l = b3 – (3…5) мм = 120 – 5 = 115 мм; принимаем l = 110 мм.

Проверка шпонки на смятие: σсм = 2М/ dlр(h-tl) = 2*366*103/55*94(10-6) = 47,5≤100H/мм2,

Где lр = lb = 110 -16 = 94 мм.

Ведомый вал:

Диаметр вала под зубчатым колесом dk4=80 мм

Параметры шпонки для данного диаметра по СТ СЭВ 289-75 b   x   l= 22   14    100, t1=9 мм, где l= b4 – (3…5)мм= 112 – 5= 107 мм; принимаем l = 100 мм; lp= lb= 100-22=78 мм.

Проверка шпонки на смятие: σсм =2М/ dlр(h-tl) = 2*2196*103/80*78(14-9) = 126≥100H/мм2, надо ставить две шпонки под углом 180°. При этом каждая шпонка передает половину нагрузки: σсмl = σсм 2 = σсм/2=126/2=63≤100H/мм2

1.11 Смазка и уплотнение подшипников.

Для смазки подшипников качения применяют жидкие масла и пластичные смазки. Первые легко проникают в узкие зазоры, хорошо отводят тепло от подшипника, вымывают из узла продукты износа, но требуют более сложных уплотнений. Пластичные (консистентные) смазки надежно удерживаются в узле, выдерживают высокие давления и ударные нагрузки. Для выбора смазки служит критерий dn ,где d- внутренний диаметр подшипника, мм; n- частота вращения, об/мин. При dn ≥ 300000 мм об/мин и централизованной смазке следует применять жидкие масла. Пластичные смазки рекомендуются при dn (300000 мм об/мин, а также в труднодоступных узлах и закрытых подшипниках, в которые смазку закладывают при сборке на заводе).

Способы смазки.

Для подачи в узел жидкой смазки применяют масляную ванну, капельные масленки, фитили, разбрызгивание, циркуляционную систему, масляный туман. Масляная ванна применяется в узлах с горизонтальными валами, изолированных от общей системы смазки. Масло заливают в корпус подшипника через масленку. При n(3000 об/мин масло заливают до центра нижнего ролика или шарика).

Заключение:

В заключении хотелось бы отметить, что, имея небольшое количество данных (лишь мощность на выходном валу и угловую скорость вращения приводного барабана) можно произвести расчеты редуктора, и по вычислениям сконструировать  сам редуктор. Таким образом, можно получить редуктор с наиболее лучшими характеристиками, как это получилось у меня.

Достигнута главная цель нашего курсового проекта – найдены оптимальные параметры редуктора (передаточное число быстроходной ступени и передаточного числа тихоходной ступени). Подобраны подходящие размеры шестерен и шпонок. Проведены расчеты выходного, входного и промежуточного валов. Выбраны нужные подшипники.

В графической части работы сконструирован сборочный чертеж одного из узлов редуктора, чертеж одной из деталей этого узла, а также подготовлена спецификация для данного сборочного чертежа.

При выполнении курсового проектирования провели анализ назначения условий работы рассчитываемых деталей, продумали рациональность конструктивных решений с учетом технологических, эксплуатационных и экономических требований. Правильно и рационально выбрали стандартизованные детали и сборочные единицы, обеспечивающие надежность и малые габариты конструкции.

В современной промышленности редукторы разных видов используются довольно часто, это связано с тем, что они являются одной из главных составных частей любой машины или агрегата, на рынке деталей редукторы являются роскошью, и стоят довольно дорого. Простой любитель при большом желании не сможет доставить себе такую «радость», а если и сможет за очень неплохую сумму денег. Таким образом, производство редукторов является прибыльным делом. Но прогресс не стоит на месте, тем самым необходимо развивать и эту сферу нашей промышленности.

Список использованной литературы.

  1.  Ильинский А.М. Управление качеством проектно-конструкторских разработок. Учебн. Пособие. СПбГИЭУ, 2004.
  2.  Давыдов Б.Л., Скородумов Б.А., Бубырь Ю.В. Редукторы. Конструкции, расчет и испытания. Машиностроение. Москва, 2004 – 478 с.
  3.  Ильинский А.М. Основы проектирования и конструирования. Метод, пособие к лабораторным работам. – СПбГИЭУ, 2002.
  4.  Ниберг Н.Я. Расчет редукторов. Выбор параметров и табличный метод расчета передач. Машиностроение. Москва, 1964 – 170 с.
  5.  Иьинский А.М. Основы проектирования и конструирования. Метод, пособие к практическим занятиям. СПбГИЭУ, 2005.
  6.  Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. Машиностроение. Москва, 1999 – 350 с.
  7.  Ильинский А.М. Управление качеством проектно-конструкторских разработок. Учебн. пособие. СПбГИЭУ, 2004.
  8.  ГОСТ 2.101-68 ЕСКД. Виды изделий.
  9.  ГОСТ2.102-68 ЕСКД. Виды и комплектность конструкторским документов.
  10.  ГОСТ 2.103-68 ЕСКД. Стадии разработки.
  11.  ГОСТ 2.108-61 ЕСКД. Спецификация
  12.  ГОСТ 2.111-68 ЕСКД. Нормоконтроль.
  13.  ГОСТ 2.118-73 ЕСКД. Техническое предложение.
  14.  ГОСТ 2.119-73 ЕСКД. Эскизный проект.
  15.  ГОСТ 2.120-73 ЕСКД. Технический проект.
  16.  ГОСТ Р 15.000-94 СРПП. Основные положения.

ГОСТ Р 15.201-2000 СРПП. Продукция производственно-технического назначения. Порядок разработки и постановки продукции на производство.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

75646. Формирование невербальных основ речи в доречевой период 282.28 KB
  Формирование невербальных основ речи в доречевой период Инновационные подходы к профилактике нарушений развития Под ред. Человека впервые заинтересовавшегося вопросом развития речи ребёнка может удивить и обескуражить выбранное нами название. Основы для развития речи закладываются задолго до того когда будут произнесено первое слово. Учёные наблюдавшие за развитием младенцев находящихся в разных социальных условиях смогли выделить невербальные неречевые факторы определяющие интенсивность и качество развития речи малыша.
75647. Амвросова О.А. Рефлексия в общении как условие социализации дошкольников с общим недоразвитием речи 39.82 KB
  Основные подходы к исследованию рефлексии В рамках философского подхода рефлексия рассматривается как процесс размышления индивида о происходящем в его собственном сознании. Уже у Аристотеля Платона и позже у средневековых схоластов можно найти много глубоких рассуждений касающихся разных сторон того что сейчас относится к рефлексии все же принято считать что основной и специфический круг проблем связываемых сегодня с этим понятием зарождается лишь в новое время а именно благодаря полемике...
75648. О доминирующих мотивах деятельности детей старшего дошкольного возраста с нарушениями речи 21.09 KB
  В отечественных и зарубежных логопедических исследованиях уделяется много внимания вопросам объема, характера и качества речевых навыков, знаний, которые должны быть усвоены детьми с недоразвитием речи. Однако такой важнейший компонент деятельности, как мотивация
75649. Отношение дошкольников с ОНР к социальным нормам и правилам поведения как показатель их социального развития 31.68 KB
  Социальное развитие детей с недоразвитием речи должным образом не формируется О. В силу специфики речевого нарушения у детей ограничены контакты со взрослыми и сверстниками полноценно не осуществляется процесс общения что значительно осложняет социализацию детей. В поведении детей с ОНР отмечается ряд специфических особенностей: большое число конфликтов неумение договариваться учитывать интересы других уступать в спорах наличие рассогласования в реальном и декларируемом поведении....
75650. К вопросу о проблеме социально-психологической готовности детей с общим недоразвитием речи к обучению в школе 42 KB
  Поступление в школу является переломным моментом в жизни каждого ребенка, особенно резким в социально-психологическом статусе, так как ему приходится переходить к новым условиям деятельности, новому положению в обществе, новым взаимоотношениям со взрослыми и сверстниками
75652. Угрозы социальному развитию детей с ограниченными возможностями здоровья в дошкольном, младшем школьном и подростковом возрасте 68.84 KB
  Угрозы социальному развитию детей с ограниченными возможностями здоровья в дошкольном младшем школьном и подростковом возрасте Вестник Череповецкого государственного университета: Научный журнал. Социальное развитие детей заключающееся в усвоении социального опыта и социальных связей определяется социальной средой её качественными и количественными характеристиками. Ограниченные возможности здоровья оказывают влияние на разные компоненты социального развития детей. Общая закономерность развития детей с ОВЗ заключается в затруднениях...
75653. Особенности понимания и отражения в речи причинно-следственных отношений детьми дошкольного возраста с ОНР 81.5 KB
  Причинно-следственные отношения - одна из важнейших семантических категорий естественных языков. Причина и следствие образуют диалектическое единство
75654. Особенности организации начальной ступени образовательного процесса в студии раннего развития ребёнка 70.5 KB
  Статистика говорит о том что сейчас относительно здоровыми рождаются только 5 детей. Шматко позволит значительно снизить степень социальной недостаточности детей и достичь максимально возможного для каждого ребенка уровня развития образования и социальной интеграции. подтверждают высокую обучаемость детей раннего возраста которая основана на развитой подражательной способности познавательной и двигательной активности...